Подбор главного двигателя для сухогрузного судна класса М-СП грузоподъемностью 3000 тонн

1. Выбор и обоснование выбора типа СЭУ

1.1 Выбор типа СЭУ

1.2 Выбор числа валов

1.3 Выбор числа движителей

1.4 Выбор типа передачи

1.5 Выбор и обоснование выбора главного двигателя

2. Расчет валопровода

2.1 Расчет промежуточного вала

2.2 Расчет упорного вала

2.3 Расчет гребного вала

2.4 Элементы валопровода

2.4.1 Упорный подшипник

2.4.2 Опорные подшипники

2.4.3 Расчет тормозного устройства

2.4 Проверка валопровода на критическую частоту вращения

2.5 Проверка валопровода на продольную устойчивость

3. Выбор вспомогательных механизмов и устройств СЭУ

3.1 Выбор судовой электростанции

3.2 Выбор системы теплоснабжения

4. Выбор оборудования и устройств СЭУ

4.1 Система сжатого воздуха

4.2 Система охлаждения

4.3 Масляная система

4.4 Топливная система

4.5 Газовыпускная система

5. Расчет запасов топлива, масла и технической воды

6. Размещение механизмов в машинном отделении

7. Технико-экономические показатели СЭУ

Заключение

В настоящей записке будет произведен подбор главного двигателя, расчет валопровода, выбор вспомогательных механизмов, расчет запаса топлива, масла и технической воды, а так же технико-экономические показатели СЭУ для сухогрузного судна класса М-СП грузоподъемностью 3000 тонн, предназначенного для перевозки генеральных грузов и контейнеров.

Архитектурно-конструктивный тип судна: однопалубное, двухвинтовое с дизельной энергетической установкой, баком, ютом, двойным дном, двойными бортами и кормовым расположением МО и надстройки. Прототипом является сухогруз проекта 791.

Главные размерения судна:

длина по КВЛ L=113,2 м;

ширина по КВЛ B=13,4 м;

осадка по КВЛ Т=3,44 м;

высота борта Н=5,64 м;

водоизмещение в полном грузу D_гр=4272,22 т;

количество гребных винтов x=2 штуки;

автономность 15 суток;

скорость хода 21 км/ч;

экипаж 10 человек;

суммарная мощность главных двигателей кВт.

1. Выбор и обоснование выбора типа СЭУ

1.1 Выбор типа СЭУ

Выбор типа установки для проектируемого судна произведен на основе сравнительной оценки перспективных вариантов удовлетворяющих поставленным требованиям. Проработка сопоставимых вариантов СЭУ произвелась применительно к одним и тем же условиям, определяемым типом и назначением судна. Опираясь на методические указания [2], по данному вопросу, установлено, что на проектируемое судно целесообразно принять установку со среднеоборотным дизелем, работающим через редуктор на винт фиксированного шага.

Дизельные энергетические установки Дизельные энергетические установки (ДЭУ) получили широкое применение на судах различного назначения вследствие ряда положительных особенностей:

— возможности создания больших агрегатных мощностей на базе стандартных типоразмеров цилиндров;

— возможности использования различных типов главных передач;

— относительной простоты автоматизации управления установкой.

В настоящее время практически все суда смешанного плавания оборудованы ДЭУ. Широкому распространению ДЭУ способствует непрерывное улучшение их технико-эксплуатационных показателей вследствие совершенствования наддува и рабочего процесса дизелей, применения в них тяжёлых сортов топлива и др.

Газотурбинные энергетические установки Газотурбинные установки (ГТУ) применяются в основном на судах

с динамическими принципами поддержания. В настоящее время на водоизмещающих судах ГТУ практически не применяются.

Простейшие ГТУ, по сравнению с другими типами СЭУ, имеют следующие преимущества:

— большую агрегатную мощность при минимальных удельной массе и габаритах;

— сравнительную простоту в обслуживании;

— достаточную приспособленность к автоматизации и дистанционному управлению.

Вместе с тем ГТУ имеют и ряд недостатков:

— относительно низкую экономичность из-за ограниченной начальной температуры газа;

— существенное влияние коррозионного воздействия внешней среды на надёжность и экономичность ГТУ открытого цикла;

— жёсткие требования к качеству топлива, используемого в ГЭУ открытого типа;

— трудность осуществления реверса.

Паротурбинные энергетические установки Паротурбинные установки (ПТУ) применяются в основном на морских судах с большими потребными мощностями на валу (от 20 000 до 30 000 кВт). Достигнутые уровни тепловой экономичности и надёжности ПТУ сделали возможным их применение на судах с мощностью на гребном валу более 20 000 кВт. Потребная мощность ГЭУ проектируемого судна значительно меньше указанных выше значений и применение ПТУ следует считать нецелесообразным.

Вывод: в соответствии с назначением судна, скоростью хода, режимами работы и требованиями к массогабаритным показателям на проектируемом судне целесообразно использовать дизельную энергетическую установку.

1.2 Выбор числа валов

сухогрузный теплоход двигатель тормозной

Выбор числа валов зависит от мощности установки, назначения судна и его осадки, а также требований, предъявляемых к манёвренности и живучести судна. Для транспортных судов оптимальной является одновальная установка с ВФШ.

Преимущества одновальной гребной установки:

— меньшая масса габаритные характеристики установки.

— проще в обслуживании.

— более высокий пропульсивный кпд.

— меньшие затраты на ремонт и обслуживание.

Недостатки одновальной гребной установки:

— меньшая надежность в аварийных ситуациях.

Преимущества многовальной гребной установки:

— для судов больших грузоподъёмности и скорости с мощностью установок от 5000 до 10 000 кВт;

— при ограничении диаметра гребного винта осадкой судна;

— при необходимости обеспечения высоких манёвренных качеств;

— при повышенных требованиях к живучести СЭУ.

На проектируемом судне применяется двухвальная установка с винтом фиксированного шага, в связи с невозможностью передачи мощности на один винт из-за ограничения по осадке.

1.3 Выбор числа движителей

Руководствуясь пунктом 1.2, число движителей принимается равным двум. В качестве движителя выбирается открытый винт фиксированного шага. Выбор дискового отношения и числа лопастей был произведен в курсовом проекте «Основы кораблестроения» и=0,55; z=4.

1.4 Выбор типа передачи

Проектируемое судно по типу относится к судам транспортного флота, для которых более характерны установившиеся режимы плавания. К наиболее важным требованиям энергетических установок таких судов относят: простоту, компактность, высокую надежность и экономичность.

Одновременно, повышенные требования на маневренность, достижение больших тяговых усилий при пониженных оборотах гребного вала отходят на второй план. Поэтому для судов данного типа целесообразно применить редукторную передачу.

Редукторная передача целесообразна, если для проектируемого судна применение прямой передачи невозможно или экономически невыгодно.

С учетом выше изложенного предварительно выбирается редукторная передача. Окончательное решение, по выбору одного из возможных вариантов передачи приведено в пункте 1.5.

1.5 Выбор и обоснование выбора главного двигателя

Главная энергетическая установка транспортного судна проектируется обычно, исходя из условия обеспечения ему заданной скорости хода при оптимальном использовании мощности.

Потребная мощность ГЭУ находится на основе определения сопротивления движению судна, характеристик гребных винтов и оценки их взаимодействия с корпусом — эти расчеты приведены в курсовом проекте по «Основам кораблестроения».

Выбор главных двигателей и типа передачи мощности гребным винтам рассматривается как поиск такого варианта пропульсивного комплекса, который обеспечивал бы наиболее эффективные технико-экономические и эксплуатационные показатели судна.

Расчёт элементов движительного комплекса при выборе энергетической установки Расчёт элементов движительного комплекса при выборе энергетической установки проведён в курсовом проекте по дисциплине «Основы кораблестроения».

По каталогам или из учебной базы данных дизельных двигателей выбирается ряд двигателей-претендентов, параметры которых сводятся в таблицу 1.1. Строятся характеристики выбранных двигателей с учётом редуцирования частоты вращения их валов отбора мощности; выбирается оптимальный вариант главного двигателя.

Применительно к заданному судну приоритетными качествами двигателя при его выборе являлись экономичность по топливу и маслу, надёжность, компактность.

Таблица 1.1-Выбор главного двигателя

Для каждого двигателя выполняется суммирование баллов по всем показателям. Обоснование выбора двигателя представлено в таблице1.2.

Таблица 1.2-Обоснование выбора двигателя

В результате рассмотрения представленных вариантов, исходя из оценки конструктивных, экономических и массогабаритных показателей, два дизельных двигателя получили одинаковую оценку. В результате сделаем выбор по экономическим показателям, т.к. габаритные показатели имеют меньшую значимость (машинное отделение имеет достаточную площадь). Выбираем двигатель 8ЧН 25/34.

2. Валопровод

Валопровод является одним из важнейших элементов пропульсивного комплекса. Основное назначение валопровода — передача механической энергии от главного двигателя к движителю и передача развиваемого движителем упора корпусу судна.

2.1 Промежуточный вал

В соответствии с Правилами классификации и постройки судов внутреннего плавания Российского Речного Регистра (далее — ПСВП) диаметр промежуточного вала d_пр. должен быть не менее [3.2.2, с. 34]:

где R_m = 570 МПа — временное сопротивление материала вала (сталь 45Х),

k = 130 — промежуточный вал с коваными фланцами;

С_EW = 1,05 — коэффициент усиления;

P = 700 кВт — расчетная мощность, передаваемая валом;

n = 174 мин ^-1 — частота вращения промежуточного вала.

d_i — диаметр осевого отверстия вала.

d_r — наружный диаметр вала.

Для дальнейших расчетов принимаем диаметр промежуточного вала d_пр = 170 мм

2.2 Упорный вал

Диаметр упорного вала считаем по той же формуле, что и диаметр промежуточного вала. Для упорного вала в подшипниках качения (3.2.2, с.34) k=142. Таким образом получаем:

Для дальнейших расчётов принимается d_уп = 185 мм.

2.3 Гребной вал

В соответствии с ПСВП диаметр гребного вала определяется по той же формуле, что и диаметр промежуточного [3.2.2, с. 34]:

где k = 160 — гребной вал длиной более 4 диаметров гребного вала от носового торца ступицы гребного винта.

Для дальнейших расчетов принимаем диаметр гребного вала d_гр = 205 мм.

В соответствии с пунктом 3.5.1. ПСВП конус гребного вала под гребной винт должен выполняться с конусностью не более 1:12.

Для защиты вала от коррозии выбирается бронзовая облицовка. В соответствии с пунктом 3.3.3. ПСВП толщина бронзовой облицовки должна быть не менее [3.3.2, с. 35]:

где d_гр = 205 мм — действительный диаметр гребного вала.

Толщина бронзовой облицовки принимается равной s = 14 мм.

Толщина облицовки между подшипниками может быть:

S'=0,75^.14=10,5 мм. Принимаем 11 мм.

Толщина соединительных фланцев промежуточного и внутреннего конца гребного вала должна быть не менее наибольшей из величин:

0,2^. d_пр=0,2^. 170=34 мм

мм, где: d_пр — диаметр промежуточного вала;

R_мв — временное сопротивление материала вала, МПа;

R_мб — временное сопротивление материала болта, МПа;

i — число болтов в соединении;

D — диаметр центровой окружности соединительных болтов, мм.

Принимаю d_Б=35 мм.

Принимаю для соединения 8 болтов с резьбой М35.

Конусность валов 1:10, таким образом, соединения валов с муфтой можно выполнить с концевыми гайками.

2.4 Элементы валопровода

2.4.1 Упорный подшипник

Выбирается подшипник упорный с диаметром упорной шейки 400 мм.

Максимальный упор Р_max = 200 кН.

2.4.2 Опорные подшипники

В качестве опорных подшипников используются подшипники скольжения с фитильно-кольцевой системой смазки. Подшипник подбирается по диаметру промежуточного вала d_пр = 170 мм согласно ОСТ 5.4153−75.

Согласно ПСВП, максимальное расстояние между смежными подшипниками [3, с. 37]:

где k₁ = 450 коэффициент для подшипников скольжения.

d_r = d_пр = 170мм — диаметр вала.

Минимальное расстояние между смежными подшипниками:

Так как расстояние от упорного подшипника до дейдвудного подшипника не превышает 6000 мм, то принимаем к установке один опорный подшипник скольжения по ОСТ 5.4153−75.

2.4.3 Расчет тормозного устройства

Согласно ПСВП, в составе каждого валопровода должно быть тормозное или стопорящее устройство, предотвращающее вращение валов в случае выхода из строя главного двигателя.

Скорость буксировки принимаем v = 3 м/с.

При буксировке судна с выключенным главным двигателем гребной винт под действием набегающего потока создает вращающий момент:

где k_m = 0,027 — коэффициент момента, с = 1 т/м³ — плотность воды,

D_B = 2,408 м — диаметр гребного винта, ш = 0,25 — коэффициент попутного потока.

Диаметр тормоза, исходя из момента:

где р = 7500 кПа — допустимое удельное давление,

f = 0,4 — коэффициент трения (сталь-феррадо),

k = 0,11- отношение ширины бугеля к диаметру тормоза, б = 100⁰ =1,7 рад — угол обхвата тормозной колодки.

Так как тормозное устройство устанавливается на фланцевом соединении гребного и промежуточного валов, то принимаем диаметр тормоза равным диаметру фланца.

D_T = D_Ф = 0,62 м.

Сила трения:

Усилие затяжки (по формуле Эйлера):

где б = 1,7 рад — угол обхвата фрикционной колодки.

Для сжатия колодок применяем винт с резьбой М30.

Шаг резьбы s = 3,5 мм.

Средний диаметр принимаем d_ср = 0,9d = 0,9•30 = 27 мм.

Угол подъема винтовой линии:

Угол трения резьбы:

где в = 60⁰ = 1,05 рад — угол профиля резьбы, м = 0,25 — коэффициент трения Момент затяжки:

Усилие затяжки:

L-длина рычага, м

P_з? 0.735кН для 1 чел.

Конструкция тормоза показана на рисунке 1.

Рис. 1 — Тормозное устройство 1 — гайка тяги; 2 — тяга; 3, 5 — штыри тяги и бугеля; 4, 8 — бугели с головкой для штыря и тяги; 6 — фундамент; 7 — фрикционные колодки.

2.5 Проверка валопровода на критическую частоту вращения

Для определения критической частоты вращения гребного вала при поперечных колебаниях валопровод условно заменяется двухопорной балкой с одним свешивающимся концом. Расчетная схема балки показана на рисунке 2.

Рис. 2 — Схема нагрузки гребного вала, А — середина подшипника кронштейна, В — середина дейдвудного подшипника.

l₁ = 11,27 м, l₂ = 1,38 м.

Вес гребного винта:

где D_B = 2,7м — диаметр гребного винта и = 0,55 — дисковое отношение Экваториальный момент инерции сечения вала где d = 0,205 м — наружный диаметр гребного вала, Распределенные нагрузки на гребной вал Критическая частота вращения вала, при которой возникают его поперечные колебания, вычисляется по формуле:

где E = 2,16^.10⁸ — модуль упругости материала вала, кПа.

Критическая частота вращения вала должна быть равна или больше её номинального значения.

Номинальная частота вращения вала n=176 об/мин.

Условие не выполняется. Увеличиваем диаметр гребного вала до 230 мм. Тогда:

Экваториальный момент инерции сечения вала Распределенные нагрузки на гребной вал Принимаем d_гр = 230 мм

2.6 Проверка валопровода на продольную устойчивость

Проверке подлежит гребной вал, так как он имеет наибольшую длину.

Радиус инерции сечения гребного вала:

Гибкость гребного вала:

где L_max = 11,27 м — длина вала между опорами;

Расчёт вала производится, если л?80. Критическую силу определяют по формуле Коэффициент запаса устойчивости должен быть где =(1,25…1,30) — максимальный упор гребного винта.

Условие выполняется.

3. Выбор вспомогательных механизмов, оборудования и устройств СЭУ

3.1 Выбор судовой электростанции

Выбираем род тока и величину его напряжения в соответствии с «Правилами» Регистра. Принимаем на судне переменный трехфазный ток напряжением 230 В. Род тока и его напряжение едины для всех судовых потребителей.

Судовая электростанция должна удовлетворять следующим требованиям:

— загрузка работающих генераторов должна составлять не менее 60−70% их номинальной мощности;

— число установленных генераторов должно быть минимальным и они должны быть однотипными;

— в каждом режиме (кроме аварийного) в резерве должно быть не менее одного генератора, способного заменить наибольший по мощности из работающих.

Исходя из этого, оснащаем судовую электростанцию тремя дизель-генераторами, один из которых — резервный, также предусмотрен аварийный дизель-генератор, расположенный в надстройке. Его мощность 100 кВт.

Для транспортных судов с ДВС наибольшая мощность судовой электростанции в ходовом режиме считается по формуле

Nx = Nxo + a ^. Ne=50+0,045^. 1400=113 кВт, где: Ne=1400 кВтсуммарная мощность главной установки;

Nxо=50 кВт — постоянная величина, зависящая от типа СЭУ и судна;

a=0,045 — безразмерный коэффициент, зависящий от типа СЭУ и судна;

Принимаю Nx= 100 кВт.

Для стояночных режимов средняя нагрузка электростанции определяется по формуле:

Nc= Ncо+bD= 30+0,002^. 4272,22 = 38.5 кВт.

где: Ncо =30 кВт — постоянная величина;

b= 0,002 кВт/т — размерный коэффициент пропорциональности;

D=4272,22 т — водоизмещение судна.

По мощности судовой электростанции в стояночном режиме Nc =38.5 кВт и в ходовом режиме Nx= 113 кВт, выбираем дизель — генераторы. Основные характеристики и выбор дизель — генераторов приведены в таблицах 3.1 и 3.2

Таблица 3.1-Выбор дизель — генератора в ходовом режиме.

Выбираем дизель — генератор ADJ — 120.

Таблица 3.1-Выбор дизель — генератора в стояночном режиме.

Выбираем дизель-генератор ADJ — 50.

3.2 Выбор системы теплоснабжения

Выбор автономного и утилизационного котлов

Вспомогательные, утилизационные и комбинированные котельные установки предназначены для обеспечения паром низких параметров на стояночном и ходовом режимах вспомогательных потребителей СЭУ и общесудовых потребителей с ДУ и ГТУ — для отопления помещений, санитарно-бытовых нужд, для обеспечения работы главной энергетической установки (подогревателей топлива, масла и т. д.). Автономные котлы используют, как правило, тот же сорт топлива, что и главные двигатели.

Расчёт общего потребления теплоты по судну. Потребление теплоты на стояночном режиме

Расход теплоты на отопление помещений для сухогрузных судов [1, c. 27]

Q_от = 20 000 +10•G = 20 000 + 10•3000 = 50 000 кДж/ч = 13.89 кВт, где G = 3000 т — грузоподъемность судна.

Расход теплоты на санитарно-бытовые нужды [1, c. 27]

Q_сб = n_к (g_м + g_п) = 10^. (650 + 100) = 7500 кДж/ч = 2,08 кВт, где n_к = 10 чел. — число членов экипажа;

g_м = 650 кДж/ч•чел — расход теплоты на приготовление горячей мытьевой воды;

g_п = 100 кДж/ч•чел — расход теплоты на приготовление питьевой кипячёной воды.

Расход теплоты на технические нужды [1, c. 27]

Q_т = 0,15^.(Q_от + Q_сб) = 0,15 (50 000 + 7500) = 8625 кДж/ч = 2.4 кВт, где Q_от = 50 000 кДж/ч =13.89кВтрасход на отопление,

Q_сб = 7500 кДж/ч=2,08 кВт — расход на санитарно-бытовые нужды.

Максимальное потребление теплоты в стояночном режиме [1, c. 26]

Qc = k_о^.k_c^.k_з^.(Q_oт + Q_cб + Q_т) = 0,71,10,5 (50 000 + 7500 + 8625) = 25 458 кДж/ч = 7.07 кВт,

где k_о = 0,7 — коэффициент одновременности;

k_c = 1,1 — коэффициент запаса;

k_з = 0,5 — коэффициент загрузки потребителей на стояночном режиме.

Потребление теплоты на ходовом режиме

Максимальное потребление теплоты в ходовом режиме [1, c. 26]

Q _x = k_о^.k_c^.k_з^.(Q_oт + Q_cб + Q_т) = 0,871,10,9•(50 000 + 7500 + 8625) = 56 953 кДж/ч = 15.8 кВт, где k_о = 0,87 — коэффициент одновременности на ходовом режиме;

k_c = 1,1 — коэффициент запаса;

k_з = 0,9 — коэффициент загрузки потребителей на ходовом режиме;

Q_от = 50 000 кДж/ч — расход на отопление;

Q_сб = 7500 кДж/ч — расход на санитарно-бытовые нужды;

Q_т = 8625 кДж/ч — расход на технические нужды.

Общее количество теплоты, которое может быть утилизировано [1, c. 28]

где — доля теплоты, приходящаяся на выпускные газы:

;

— коэффициент, учитывающий потери теплоты в окружающую среду и загрузку ДВС;

=42 000 кДж/кг — низшая рабочая теплота сгорания топлива;

— минимальная температура выпускных газов двигателя () и температура воздуха выпускных газов УК;

— коэффициент избытка воздуха ДВС (для СОД);

— теоретическое количество воздуха, необходимое для полного сгорания 1 кг топлива, кг/кг; - удельная теплоёмкость газов, кДж/кг· К; =0,211 кг/кВт· ч — удельный расход топлива ДВС;

=1400кВт — суммарная мощность главных двигателей.

Выбор автономного и утилизационного котлов

Автономный котёл выбирается по величине общего потребления теплоты в стояночном режиме Q_С = 25 458 кДж/ч = 7.07 кВт. Выбираем котел TURBO-13R. Характеристики автономного котла приведены в таблице 3.2.

Таблица 3.2. Основные характеристики автономного котла TURBO-13R

Так как Q_ут больше, чем Q_Х, то производительность утилизационного котла выбирается по величине максимального потребления теплоты в ходовом режиме Q _x =56 953 кДж/ч = 15.8 кВт. Выбираем утилизационный водогрейный котел КАУ-1.7. Характеристики утилизационного котла приведены в таблице 3.3.

Таблица 3.3. Основные характеристики утилизационного котла КАУ-1.7

4. Выбор оборудования и устройств СЭУ

4.1 Система сжатого воздуха

Система предназначена для пуска дизелей, продувки трубопроводов и поддержания постоянного давления в пневмоцистернах, обеспечения работы пневматических инструментов, механизмов, тифонов и т. д.

В соответствии с «Правилами» устанавливаю на судне два компрессора: автономный с приводом от электродвигателя.

Пуск дизеля проводят сжатым воздухом с давлением 2,5 3 МПа. Запас сжатого воздуха в баллонах для пуска главного двигателя должен быть не менее чем на 6 пусков. Число баллонов не менее двух с равной емкостью. Для пуска вспомогательных двигателей должен быть предусмотрен хотя бы один баллон вместимостью достаточной для выполнения 6 пусков вспомогательного двигателя большей мощности. Трубы выполнены из стали Ст 20, горячекатанные, бесшовные. Арматура выполнена из бронзы.

Определяем емкость пусковых баллонов главного двигателя из условия 6 пусков двигателя. Суммарная емкость определяется по формуле:

м³

где: v = 9 м³/м³ — удельный расход воздуха на 1 м³ объема цилиндра двигателя;

V_s — рабочий объем цилиндра двигателя, м³;

м³

D_ц = 0,25 м — диаметр цилиндра двигателя;

S= 0,34 м — ход поршня;

z = 8 — число цилиндров двигателя;

n = 2 — число двигателей;

m = 6 — число последовательных пусков;

P_o = 0,1 Мпа — давление окружающей среды;

P = 3 Мпа — давление в баллонах для СОД;

P_min = 1,5 Мпа — минимальное давление, при котором возможен запуск СОД.

. Выбираем стандартный объем пускового баллона 0,5 м³

Объем тифонных баллонов:

м³

где: V_м = 3 м³/мин — расход свободного воздуха тифоном;

_c = 10 мин — время подачи сигнала для пополнения баллона;

P_1Т = 3 МПа — начальное давление в тифонном баллоне;

P_2Т = 0,5 МПа — минимальное давление в тифонном баллоне.

Стандартный объем тифонных баллонов 1,3 м³

Подача воздуха на вспомогательные механизмы производится из баллонов, объем которых считается следующим образом:

м³

где: v = 9 м³/м³ — удельный расход воздуха на 1 м³ объема цилиндра двигателя;

V_s — рабочий объем цилиндра двигателя, м³;

м³

D_ц = 0,106 м — диаметр цилиндра двигателя;

S= 0,127 м — ход поршня;

z = 6 — число цилиндров двигателя;

n = 2 — число дизель — генераторов;

m = 6 — число последовательных пусков;

P_o = 0,1 Мпа — давление окружающей среды;

P = 3 Мпа — давление в баллонах для СОД;

P_min = 1,5 Мпа — минимальное давление при котором возможен запуск СОД.

. Выбираем стандартный объем пускового баллона 0,025 м³

Суммарный объем баллонов принимается равным:

V_?=1+1,3+0,05=2,35 м³

Подача компрессоров определяется из условия заполнения баллонов в течение 1 часа от P_min до рабочего давления.

Q_k = V_У^.(P-P_min)/(Р₀*t), м³/ч где: V_У=2,35 м³ — суммарный объем баллонов главных двигателей, вспомогательных двигателей и тифона.

Q_k =2,35^.(3 -1.5)/(0.1*1)= 35,25 м³/ч=36м³/ч

4.2 Система охлаждения

Система предназначена для охлаждения двигателей и отвода тепла от рабочих жидкостей: масла, воды, топлива и от продувочного воздуха.

Состав системы: насосы (обеспечивают циркуляцию воды в системе), охладители (для отвода тепла в воду), расширительные цистерны (для компенсации объема и удаления воздуха из системы), терморегуляторы (поддерживают температуру воды и охлаждающей жидкости), трубопроводы, приемные кингстоны.

Подача насоса внутреннего контура определяется по формуле:

где: к_з = 1,25 — коэффициент запаса подачи;

а_в = 0,35*0,2=0,07 — доля теплоты, отводимая пресной водой;

b_e = 0,211 кг/кВт^.ч — удельный расход топлива ГД;

Ne = 700 кВт — мощность ГД;

= 42 000 кДж — низшая теплота сгорания топлива;

= 1000 кг/м³ — плотность воды;

с_в = 4.19 кДж/кг^.град — теплоемкость пресной воды;

t_вп = 10 ^оС — разность температур на входе и выходе из двигателя.

Подача насоса забортной воды определяется по формуле:

где: = 1,4 — коэффициент запаса, учитывающий расход забортной воды на охлаждение компрессора;

а_м = 0,04 — доля теплоты, отводимая с маслом;

C_вз = 4,2 кДж/кг· град — теплоемкость забортной воды;

t_вз = 15 ^оС — перепад температуры забортной воды.

С целью унификации насосы пресной и забортной воды рекомендуется принимать с одинаковой производительностью. Необходимый напор насосов должен быть не менее 0,25 МПа. Выбираем насосы с производительностью 25 м³/ч. Тогда мощность, потребляемая насосом, равна:

где: =1,2 — коэффициент запаса мощности,

Q = 25 м³/ч — подача насоса;

H = 250 КПа — напор;

= 0,6 — к.п.д. насоса.

Поверхность охлаждения холодильника системы охлаждения:

где: к= 1400 кДж/м^2.ч^.оС — общий коэффициент теплопередачи для холодильников без турбулизаторов,

tср — средняя разность температур,

tср = (t_п' - t₃') / (t_п'' - t₃'')=(90−5)/(80 -50)=17^оС

t_п'=90^оС — температура пресной (внутренний контур) воды на входе из двигателя;

t_п''=80 ^оСтемпература пресной (внутренний контур) воды на выходе;

t₃'=5 ^оС — температура забортной воды на входе ;

t₃''=50 ^оС — температура забортной воды на выходе.

4.3 Масляная система

Масляная система обеспечивает подачу масла к трущимся поверхностям для уменьшения их трения и для отвода тепла, выделяющегося при трении. В состав оборудования входят расходные, циркуляционные масляные цистерны, насосы, сепараторы, цистерны отработанного масла, холодильники, фильтры, терморегуляторы и др. Суммарное количество масла в системе:

кг м³

По назначению масляные насосы разделяются на перекачивающие, циркуляционные (нагнетательные и откачивающие) и прокачивающие. Выбор перекачивающего насоса производят исходя из необходимого времени перекачки требуемого объема масла.

Определяю параметры перекачивающего насоса:

где: V = 0,77 м³ — объем масла;

= 1 ч — время перекачки.

Для расчёта отводимой теплоты используем формулу:

Q_м=а_м ^. be ^. Ne^.Q_н^р=0,04· 0,211·700·42 000=248136 кДж/ч Подача циркуляционного насоса:

где: = 900 кг/м³ — плотность масла; c = 1,7 кДж/кг· К — теплоемкость масла;

k = 1,15 — коэффициент запаса по подаче;

T = 10 ^оС — температурный перепад в масляном холодильнике.

Выбираю насосы с производительностью 25 м³/ч.

Мощность потребляемая насосом:

H = 200 кПа — напор для СОД;

_н = 0,6 — кпд насоса;

Q = 25 м³/ч — подача насоса;

K_з = 1,2 — коэффициент запаса мощности.

Для очистки масла в систему включается сепаратор.

Поверхность охлаждения масляного холодильника:

где: к= 950 кДж/м^2.ч^.оС — общий коэффициент теплопередачи для холодильников без турбулизатора,

tср — средняя разность температур,

tср = (t_м' + t_м'') — (t_в' + t_в'')/2=[(55+40)-(30+35)]/2=10 ^оС

t_м'= 55 ^оС — температура масла перед холодильником;

t_м''= 40 ^оСтемпература масла за холодильником;

t_в'= 30 ^оС — температура забортной воды перед холодильником;

t_в''=35 ^оС — температура забортной воды после холодильника.

Определяю суммарное количество масла, заливаемого в картер двигателей:

где: _м = 900 кг/м³ — плотность масла;

k_м = 1,1 — коэффициент мертвого запаса;

k = 2 — количество ГД;

k' = 2, k'' =1- количество дизель-генераторов каждого типа;

V_мс — емкость маслосборника ГД;

V_мс = 0,77 м³

Ne₁ = 120 кВт — мощность ADJ -120;

Ne₂ = 50 кВт — мощность ADJ -50;

V' - емкость маслосборника ADJ -120;

V'= 1,1^.Ne₁^.10^-3=1,1^.120^.10^-3=0,132 м³

V''- емкость маслосборника ADJ -50;

V'' = 1,1^.Ne₂^.10^-3=1,1^.50^.10^-3=0,055 м³

т Объем сточно-циркуляционной цистерны:

где: Q_v = 25 м³/ч — подача циркуляционного насоса;

z=25 — кратность циркуляции масла для СОД;

K_з = 1,05 — коэффициент, учитывающий мёртвый запас.

Объем цистерн сепарированного масла:

V_cм = 1,3 V _МС=1,3· 0,77=1 м³

4.4 Топливная система

Система предназначена для приема, хранения, перекачки, подогрева, очистки и подачи распыленного топлива в цилиндры дизеля.

Система низкого давления (для подготовки и подачи топлива к системе высокого давления). Система включает в себя насосы, фильтры, сепаратор, подогреватели, цистерны и топливопроводы.

Система высокого давления (для впрыскивания топлива в камеру сгорания). Система включает в себя топливный насос высокого давления ТНВД и форсунку, соединенные между собой топливопроводом высокого давления.

Подача топливоперекачивающих насосов определяется по формуле:

где: b_e=0,211 кг/кВт· ч — удельный расход топлива ГД;

Ne= 700 кВт — мощность ГД;

=900 кг/м³ — плотность топлива;

₂= 2 ч — время перекачки топлива при давлении 0,3 МПа.

Выбираем насос 1ФС 2/20 с

Для подачи топлива из цистерны основного запаса в расходную установлен дежурный насос, подачу которого выбираю из условия заполнения расходной цистерны за 20 минут:

где: V_p — объем расходной цистерны из условия хранения 8-ми часового расхода дизельного топлива, м³.

k_M = 1,1 — коэффициент мертвого запаса;

k = 1,15 — коэффициент запаса;

Ne = 700 кВт — мощность ГД;

b_e=0,211 кг/кВт· ч — удельный расход топлива ГД;

_т = 900 кг/м³ — плотность топлива.

Производительность сепаратора из условия очистки суточного расхода топлива за 8 часов:

где: k = 2 — количество ГД;

k' = 2, k'' =1 — количество основных дизель-генераторов каждого типа;

Ne = 700 кВт — мощность ГД;

b_e=0,211кг/ кВт· ч — удельный расход топлива ГД;

b_e'= 0,260 кг/ кВт· ч — удельный расход топлива ADJ- 120;

b_e'' = 0,260 кг/ кВт· ч — удельный расход топлива ADJ- 50;

Ne₁ = 120 кВт — мощность ADJ- 120;

Ne₂ = 50 кВт — мощность ADJ- 50;

_т = 900 кг/м³ — плотность топлива.

Целесообразно установить отдельные расходные цистерны на ГД, на вспомогательные двигатели и автономный котёл.

Объём расходных цистерн для вспомогательных двигателей и автономных котлов определяются из условия обеспечения их работы в течении не менее 4 часов:

Расчет объема расходных цистерн для автономного котла:

В_к =1,5 кг/ч — часовой расход топлива автономным котлом.

4.5 Газовыпускная система

Система обеспечивает наиболее рациональный отвод отработавших газов из цилиндров. Под рациональным отводом понимается такая организация газовыпуска, которая способствует максимальному использованию энергии рабочего тела в цилиндрах и вне их, качественной очистке и наполнению цилиндров, минимальному воздействию вредных отработавших газов на среду обитания.

Состав системы: выпускные коллекторы, предназначенные для отвода из цилиндров отработавших газов, глушители шума, компенсаторы, искрогасители, трубопроводы с малым сопротивлением выходу отработавших газов.

Главный двигатель, каждый вспомогательный двигатель и автономный котел оборудуются самостоятельными трубопроводами, которые выводятся на палубу в общий кожух-трубу.

Площадь проходного сечения трубопровода для главного двигателя:

где: = 2 — коэффициент избытка воздуха при горении для СОД;

L_o = 14,4 кг/кг — количество воздуха теоретически необходимое для сгорания 1 кг топлива;

R_г = 287 Дж/кг^.К — газовая постоянная продуктов сгорания;

Р_г = 103 кПа — давление газа в выпускном коллекторе;

=750 К — температура выпускных газов за двигателем с= 45 м/с — допускаемая скорость движения газов для двухтактных двигателей.

Площадь проходного сечения трубопровода для автономных котлов:

где: В_к =1,5кг/ч — часовой расход топлива автономным котлом;

= 1,2 — коэффициент избытка воздуха при горении для котла;

Т_г = 500 К — температура газов за автономным котлом;

с = 20 м/с — допускаемая скорость движения газов для автономных котлов.

5. Расчёт запасов топлива, масла и технической воды

Масса запасов рабочих сред (топлива, масла и технической воды) определяется не только типом и мощностью ЭУ, но и дальностью, автономностью и среднеэксплуатационной скоростью судна.

Общий запас топлива определяется по формуле:

B_т = (kb_eNe+k₁ В_к1+k₂ В_к2+k₃B_k3)_пл, кг где: k, k₁, k₂, k₃ — количество главных, вспомогательных двигателей каждого типа и автономных котлов;

b_e = 0,211 кг/кВт· ч — удельный расход топлива ГД;

В_к1 =32.5 кг/ч — часовой расход топлива вспомогательным дизель — генератором ADJ- 120;

В_к2 =14.3 кг/ч — часовой расход топлива вспомогательным дизель — генератором ADJ- 50;

B_k3=1,5 кг/ч — расход топлива автономным котлом;

_пл = 360 ч — автономность плавания.

B_т = (20,211 700+232.5+114.3+11,5) 360 = 135 432 кг.

Ёмкость запасных топливных цистерн:

где: к_м = 1,1 — коэффициент, учитывающий мёртвый запас;

_т=900 кг/м³ — плотность топлива.

Общий запас масла определяется по формуле:

B_Т=(kb_мNe+k₁b_м1Ne₁+k₂b_м2Ne₂+G_м^сум/_м) _пл, кг, где: b_м=0,135 кг/кВт· ч — удельный расход масла ГД;

b_м1=0,25 кг/кВт· ч — удельный расход масла дизель — генератором ADJ- 120;

b_м2=0,85 кг/кВт· ч — удельный расход масла дизель — генератором ADJ- 50;

G_м^сум=1521 кг — суммарное количество масла, заливаемого в картер ГД и вспомогательных двигателей;

_м = 575 ч — периодичность смены масла, заливаемого в картер главных и вспомогательных двигателей.

B_м = (20,135 700+20,25 120+10,8 550+1521/575)360=1670 кг

Ёмкость запасных масляных цистерн:

где: _м = 900 кг/м³ — плотность масла.

6. Размещение механизмов в машинном отделении

На проектируемом судне элементы СЭУ и другое энергетическое оборудование, предназначенное для установки в машинном отделении, размещено в соответствии с изложенными ниже рекомендациями, соответствующими требованиям Регистра.

В машинном отделении судна механизмы следует устанавливать в местах, где они будут наиболее эффективно выполнять свои функции.

Вспомогательное оборудование должно устанавливаться вблизи обслуживаемого главного механизма со стороны подвода к нему рабочего тела, а также других агрегатов, связанных общим рабочим телом и обслуживающих этот главный механизм. Такое размещение позволяет сократить длину трасс и число пересечений трубопроводов. При этом следует соблюдать промежутки между механизмами по длине, ширине, высоте, необходимые для их обслуживания.

Взаимосвязанные механизмы могут размещаться как по горизонтали, так и по вертикали. Трассировка коммуникаций должна проходить в трёх взаимно перпендикулярных направлениях.

Механизмы, требующие постоянного наблюдения во время работы, должны располагаться ближе к посту управления.

Механизмы, являющиеся источниками вибрации и шума, необходимо устанавливать в частях судна, имеющих повышенную жёсткость, или подкреплять места их установки. Для установки механизмов целесообразно использовать амортизаторы. Механизмы с горизонтальным расположением вала устанавливаются параллельно ДП, что исключает влияние гироскопического эффекта на работу подшипников при бортовой качке.

Механизмы с электроприводом должны располагаться таким образом, чтобы электродвигатели находились выше уровня пола.

Механизмы, являющиеся источниками наибольшего шума, удаляются от центрального поста управления (ЦПУ), а также от переборок и палуб, граничащих с жилыми и общесудовыми помещениями.

Особое внимание должно быть уделено расположению насосов, что вызвано необходимостью обеспечения надёжного всасывания при различных условиях эксплуатации судна (осадки, крены, дифференты, качка):

1) перекачивающие, откачивающие, подкачивающие, циркуляционные и другие насосы устанавливаются вблизи мест забора перекачиваемых жидкостей. Они должны иметь приёмные патрубки минимальной длины и большого проходного сечения. Высота установки насоса относительно уровня принимаемой жидкости должна быть по возможности минимальной и обеспечивать непрерывный приём рабочей жидкости при качке судна.

В связи с этим желательно обеспечить подачу рабочей жидкости к насосу под напором. На приёмной магистрали устанавливаются невозвратные клапаны;

2) насосы, подающие топливо к двигателям и котлам, должны работать от расходной цистерны, расположенной выше уровня насоса;

3) насосы циркуляционной системы располагаются в наиболее низкой части контура. При этом предпочтительно, чтобы насос забирал жидкость из охладителя и нагнетал в полость охлаждения;

4) насосы, подающие масло, целесообразно устанавливать вблизи сточно-циркуляционных цистерн или навешивать на двигатели.

В связи с этими требованиями устройства в машинном отделении получили следующие расположения:

— Главные двигатели между 155и 164 шпангоутами;

— Дизель генераторы и вспомогательный дизель-генератор между 180 и 185шпангоутами;

— Цистерна расхода масла ГД между 155 и 157 шпангоутами;

— Электронасосы маслоперекачивающие в районе 178 и 180 шпангоутов;

— Электрокомпрессоры в районе 163 шпангоута ;

— Баллон тифонный в районе 159шпангоута на левом борту;

— Баллоны пускового воздуха ГД в районе 155шпангоута по обоим бортам и в плоскости ДП;

— Электронасос балластный в районе 169 шпангоута по левому борту;

— Пневмоцистерна в районе 167 шпангоута В плоскости ДП;

— Электронасосы топливоперекачивающие в районе 173 шпангоута по левому борту;

— Цистерна расходного топлива ГД между 152 и 154 шпангоутами по бортам;

— Цистерна расходного топлива ДГ между 180 и 185 шпангоутами по левому борту;

— Главный распределительный щит в районе 174 шпангоута;

— Центральный пост управления между 172 и 177шпангоутами;

— Цистерна нефтесодержащих вод между 154и 156 шпангоутами в плоскости ДП;

— Электронасос осушительный в районе 169 шпангоута по правому борту.

7. Технико-экономические показатели СЭУ

Спроектированная судовая энергетическая установка для сухогрузного теплохода имеет следующие технико-экономические показатели:

мощность главного двигателя 700 кВт;

мощность ADJ-120 120 кВт;

мощность ADJ-50 50 кВт;

Удельный расход топлива, приходящийся на движущую мощность и технические нужды:

где: G_т^у =(116.05*2+32.5*2+14.3+8)=319.4 кг/ч — удельный расход топлива главного двигателя, дизель — генератора и автономного котла;

N_ву^гэу =120*2+50=290кВт-мощность, необходимая для работы вспомогательных механизмов;

N_оп = 15,1 кВтмощность автономного котла.

Заключение

В курсовом проекте по дисциплине «Судовые энергетические установки» для заданного сухогрузного теплохода выполнено следующее:

1)обоснован выбор типа энергетической установки;

2)выполнен сравнительный анализ показателей дизельных двигателей — претендентов для установки в качестве главных на проектируемом судне;

3)проведено технико-экономическое сравнение вариантов гидромеханического комплекса с рассматриваемыми главными двигателями, передачами и гребными винтами;

4)проведено технико-экономическое сравнение вариантов гидромеханического комплекса по расходам топлива и масла на единицу транспортной работы;

5)определены положение и состав валопровода, выполнен его расчёт;

6)выполнен расчёт теплоснабжения судна, выбраны котлы;

7)выполнен расчёт запасов топлива, масла и технической воды;

8)выполнен расчёт и выбраны вспомогательные механизмы СЭУ;

9)выполнен расчёт мощности судовой электростанции и определён её состав;

10)размещены механизмы в машинном отделении судна;

11)определены технико-экономические показатели спроектированной СЭУ.

Список использованной литературы

1. Российский Речной Регистр: Правила (в 3-х т.). Т.2., VI. Механические установки. — М.: Марин Инжиниринг Сервис, 1995. 395 с.

2. Зеленов, С.Н., Косолапов, Е.А., Малахов, А. В. Методические указания к выполнению курсового проекта по дисциплине «Судовые энергетические установки» для студентов дневного и вечернего отделения специальностей 14.01 и 14.02 / С. Н. Зеленов, Е. А. Косолапов, А. В. Малахов. — НГТУ; Н. Новгород, 1995. — 62 с.

3. Звонцов, В. А, Ручкин, Ю. Н. Выбор главных двигателей и типа передачи мощности гребным винтам: Учебное пособие / В. А. Звонцов, Ю. Н. Ручкин. — НГТУ, Н Новгород, 1996. — 65 с.

4. Хряпченков, А. С. Судовые вспомогательные и утилизационные котлы: Учебное пособие.- 2-е изд. перераб. и доп. / А. С. Хряпченков. — Л.: Судостроение, 1988. — 296 с.

5. Васильев, Б.В., Конаков, Г. А. Судовые энергетические установки и техническая эксплуатация флота / Б. В. Васильев, Г. А Конаков. — М.: Транспорт, 1980. 423 с.

6. Иконников, С.А., Урланг, Ф. Д. Силовые установки речных судов — 2-е изд., перераб. и доп. / С. А. Иконников, Ф. Д. Урланг. — М.: Транспорт, 1971. 248 с.

7. Артёмов, Г. А., Волошин, В.П., Захаров, Ю.В., Шквар, А. Я. Судовые энергетические установки / Г. А. Артемов, В. П. Волошин, Ю. В. Захаров, А. Я. Шквар. — Л.: Судостроение, 1987. — 480 с.

8. Голубев, Н.В., Горбунов, Н.М., Поздеев, А. В. Основы проектирования судовых энергетических установок / Н. В. Голубев, Н. М. Горбунов, А. В. Поздеев; под ред. В. Г. Шишкина. — Л.: Судостроение, 1973. — 393 с.